多溫區(qū)冷藏車氣密性能影響參數(shù)理論分析與試驗

劉廣海 謝如鶴 鄒毅峰 屈睿瑰

(1.廣州大學冷鏈物流與標準化研究所， 廣州 510006； 2.中南大學交通運輸工程學院， 長沙 410075)

多溫區(qū)冷藏車氣密性能影響參數(shù)理論分析與試驗

劉廣海1謝如鶴1鄒毅峰1屈睿瑰2

(1.廣州大學冷鏈物流與標準化研究所， 廣州 510006； 2.中南大學交通運輸工程學院， 長沙 410075)

從多溫區(qū)冷藏車的滲風機理出發(fā)，構建滲風氣流模型，對內部隔斷系數(shù)、載荷系數(shù)、內流場擾動系數(shù)、熱壓差等影響參數(shù)展開理論分析和試驗研究。認為多溫區(qū)冷藏車滲風量是車輛本身氣密性能、車速、內部隔斷情況、裝載狀況和氣流擾動等因素共同作用的結果。其中，內部隔斷的存在有利于整車氣密性的提高，但效用逐步遞減。雙溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)為0.6～0.9，三溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)為0.45～0.85。內部載貨量對滲風有一定的隔阻作用但并不顯著，試驗車載荷量為25%、50%、75%、100%時，載荷系數(shù)分別為0.98、0.96、0.92、0.87。內部氣流擾動在不同速度條件下對滲風的影響差異較大；試驗車速度分別為20、40、60、80、100 km/h時，內流場擾動系數(shù)分別為0.68、0.85、0.94、0.97、0.98。由于多溫區(qū)冷藏車多用于城市配送，常以中低速運行，車內空氣循環(huán)能對滲風起到一定的抑制作用。此外，由于冷藏車高度較小，內外溫差所產(chǎn)生的熱壓差也較小，理論分析顯示約25 K溫差產(chǎn)生1 Pa的熱壓差，在工程實踐中可將冷藏車滲風視為單純風壓作用的結果。

多溫區(qū)冷藏車； 氣密性能； 滲風量； 影響因素； 試驗

引言

多溫區(qū)冷藏車是指在常規(guī)冷藏車的基礎上，將車廂分為多個溫區(qū)，實現(xiàn)不同儲藏溫度貨物聯(lián)合運輸?shù)囊环N新型運輸裝備。由于多溫區(qū)運輸適應市場“多品種、小批量”的需要，彌補了傳統(tǒng)冷藏運輸不同溫度貨物不能“混裝”的缺陷，提高了運輸效率，自20世紀末出現(xiàn)以來逐步在全球得到廣泛應用，目前法國新造冷藏車中已有1/3為多溫區(qū)冷藏車[1]。近年來，相關研究被國際同行所關注：GAFFENY等[2]通過數(shù)值仿真和試驗測定對多溫區(qū)冷藏車制冷系統(tǒng)進行分析，SMYTH等[3]對多溫區(qū)冷藏車能耗展開研究，F(xiàn)INN等[4]對多溫區(qū)冷藏車送風系統(tǒng)進行優(yōu)化，TANAKA等[5]對多溫區(qū)運輸?shù)臏囟瓤刂葡到y(tǒng)進行改進，此外，歐盟經(jīng)濟委員會自2003年起就多溫運輸技術標準缺失的問題展開協(xié)作。在國內，謝晶等[6]對多溫區(qū)冷藏車能耗進行測算，李錦等[7-8]對多溫冷藏車降溫特性及其影響參數(shù)展開研究，趙鑫鑫等[9]就多溫區(qū)冷藏車回風導軌對廂內溫度影響進行分析，2015年，我國針對多溫區(qū)冷藏車制定了專門的行業(yè)標準[10]。目前研究主要集中在制冷系統(tǒng)優(yōu)化和溫度場仿真方面，在車輛氣密性方面研究較為缺乏，在多溫區(qū)冷藏車動態(tài)滲風特性及相關參數(shù)分析方面未見文獻報道。本文構建多溫區(qū)冷藏車動態(tài)滲風氣流模型，分析真實運行環(huán)境下各因素對多溫區(qū)冷藏車滲風量的影響，以期為車輛優(yōu)化設計和運行提供依據(jù)。

1 滲風模型構建

目前，國際上常用縫隙法計算冷藏車滲風量[11]，即

V=S(ΔP)b

(1)

式中V——冷藏車滲風量，m3/hS——冷藏車當量滲風面積，m3/(h·Pab) ΔP——冷藏車內外靜壓差，Pab——冷藏車滲風特性指數(shù)

其中，S、b為多溫區(qū)冷藏車固有特性，文獻[12]給出了相應的試驗和計算方法。對于多溫區(qū)冷藏車，ΔP與車輛運行速度、內部隔斷形式、貨物裝載方式、蒸發(fā)器送風速度、內外溫差等因素密切相關，從滲風機理出發(fā)，式(1)可改寫為

V=S(CgCzCrΔPf+ΔPr)b

(2)

式中Cg——多溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)Cz——多溫區(qū)冷藏車載荷系數(shù)Cr——多溫區(qū)冷藏車內流場擾動系數(shù) ΔPf——多溫區(qū)冷藏車風壓差，PaΔPr——多溫區(qū)冷藏車熱壓差，Pa

文獻[12]對不同速度條件下冷藏車風壓差ΔPf的變化規(guī)律進行了分析，在此基礎上，求取Cg、Cz、Cr、ΔPr，即可獲知多溫區(qū)冷藏車真實運行環(huán)境下的漏氣狀況。

2 試驗對象及其基礎數(shù)據(jù)

2.1 試驗對象

以研究機構與某廠共同研制的雙溫區(qū)冷藏試驗車為研究對象。車廂兩端分設-24～-18℃和0～10℃的雙隔間，中部由可移動式隔斷門隔開；車廂內外尺寸(長×寬×高)分別為4.300 m×1.910 m×2.000 m和4.100 m×1.710 m× 1.800 m；外圍護結構和內隔板均采用聚氨酯保溫板(外圍護結構厚度0.100 m，內隔板厚度0.060 m)；內外蒙皮采用FRP復合材料(外蒙皮2.5 mm，內蒙皮2.0 mm)，地板為花紋鋁板。氣流組織采用較為成熟的“單蒸發(fā)器+導風槽”式設計，蒸發(fā)器安裝在冷凍單元前側頂部中央，冷凍單元和冷藏單元由導風槽相連，冷風由送風槽經(jīng)風機引入冷藏單元，并將空氣由回風槽送回冷凍單元，溫度傳感器置于回風槽內，用于控制管道內風機和閥門的開關。雙溫區(qū)冷藏車構造如圖1所示。

圖1 雙溫區(qū)冷藏車外觀及構造圖Fig.1 Appearance and structure of double temperature refrigerated truck1.蒸發(fā)器 2.冷凍單元 3.冷藏車廂回風槽 4.冷藏車廂送風槽 5.冷藏單元 6.車后門 7.可移動式內隔板

2.2 多溫區(qū)冷藏車滲風基礎數(shù)據(jù)

為分析多溫區(qū)冷藏車與傳統(tǒng)冷藏車在氣密性上可能存在的差異，首先需獲得冷藏車無內隔板時的滲風基礎數(shù)據(jù)。試驗前，雙溫區(qū)冷藏車內空置，關閉車門、排水口、通風口及制冷系統(tǒng)等，使其成為1個密閉空間；同時內隔板打開使車廂形成1個整體。采用靜壓差法和示蹤氣體濃度衰減法分別測定該冷藏車內隔板打開時的滲風量，測量方式和儀器如文獻[12]所示。采用靜壓差法時，恒定壓差分別為50、100、150、200、250 Pa，測得雙溫冷藏車整車滲風量為6.792、11.201、14.899、18.397、21.596 m3/h；采用示蹤氣體濃度衰減法時，以C2H4為示蹤氣體，車輛行駛速度分別為20、40、60、80、100 km/h，測試結果如表1所示，表中C表示C2H4濃度，τ表示時間。

表1 無內部隔斷時不同速度條件下C2H4濃度擬合式
Tab.1 Fitting formulas of ethylene concentration at different velocities without internal partition

速度/(km·h-1)示蹤氣體濃度變化擬合式滲風量/(m3·h-1)20lnC=-6.3×10-5τ-9.8992.84740lnC=-1.51×10-4τ-9.9026.87060lnC=-2.53×10-4τ-9.89711.50180lnC=-3.65×10-4τ-9.89716.578100lnC=-4.85×10-4τ-9.90122.015

計算得到V-ΔP和V-v關系式為

V=0.408ΔP0.719

(3)

V=0.063 2v1.271

(4)

式中v——車輛運行速度，km/h

對靜壓差法和示蹤氣體濃度衰減法測得的數(shù)據(jù)加以整理，結果如圖2、3所示。

圖2 靜壓條件下雙溫區(qū)冷藏車滲風量Fig.2 Air leakage under constant pressure difference of double temperature refrigerated truck

圖3 不同速度條件下雙溫區(qū)冷藏車C2H4濃度擬合曲線Fig.3 Fitting curves of ethylene concentration at different velocities of double temperature refrigerated truck

3 影響參數(shù)分析

3.1 內部隔斷影響分析

在多溫區(qū)冷藏車實際運行時，由于內部隔斷的存在，改變了滲風氣流的沿程阻力特性，增加總滲透阻力，減少滲風量。此時，外部圍護結構兩側壓差僅為總壓差的一部分。

為全面分析各種內部隔斷條件對多溫區(qū)冷藏車氣密性的影響，借鑒建筑滲風理論，引入內部隔斷系數(shù)[13]

(5)

式中j——多溫區(qū)冷藏車滲風通路上，包含外部圍護結構(車體、外門)、內隔板等阻力元件構成的內部隔斷總層數(shù)

由此可見，對于普通冷藏車也就是單溫區(qū)冷藏車，并無隔斷裝置，整個車廂為1個整體，此時i=1，Cg=1。

對于雙溫區(qū)冷藏車，由于內部有1層內隔板，與外部圍護結構共同組成2層隔斷。式(5)改寫為

(6)

令d2=S1/S2，有

(7)

理論上d2∈(0,∞)，但一般情況下外部圍護結構氣密性均強于內部隔斷裝置，至少有S1=S2，則d2∈(0,1]；文獻[13]通過理論分析和試驗測定，認為冷藏車滲風特性指數(shù)b取值多處在0.56～0.78之間，取d2∈[0.01,1.00]，繪制b=0.56、b=0.78時Cg-d2關系圖，如圖4所示。

圖4 Cg-d2關系分析圖Fig.4 Relationships between Cg and d2

對于三溫區(qū)冷藏車，由于內部有2層內隔板，與外部圍護結構共同組成3層隔斷。式(5)改寫為

(8)

令d3=S1/S3，有

(9)

同理，d2≥d1，d3≥d1，取b=0.56、b=0.78，d2∈[0.01,1.00]，d3∈[0.01,1.00]，繪制Cg-(d2,d3)關系圖，如圖5所示。

圖5 Cg-(d2,d3)關系分析圖Fig.5 Relationship between Cg and d2 and d3

由圖4、5可見，Cg受b影響不顯著(小于0.1)，隨著di的變化，Cg在0.3～1.0之間波動。di越大，總滲透阻力越大，Cg越小，同等條件下滲風量越小。

在工程實際中，由于多溫區(qū)冷藏車第1重阻力

元件(車廂外門和外保溫廂體)承擔車體主要的保溫隔熱功能，氣密性條件常高于后續(xù)內部隔斷元件；內部隔斷元件的氣密性好壞取決于內隔板是否可以移動、車廂與內隔板間是否存在較大縫隙等多個因素，一般情況下，多溫區(qū)冷藏車內部隔斷的氣密性為外部圍護結構的1/4～2/3[14]，在無試驗條件時可通過廠家給出的各單元滲風量及整車靜壓滲風量推算得到。在此，將上述數(shù)值代入式(7)和式(9)，對于雙溫區(qū)冷藏車，Cg約在0.6～0.9之間，對于三溫區(qū)冷藏車，Cg約在0.45～0.85之間。以此為基礎，可得到多溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)的取值范圍，推薦值如表2所示。

表2 多溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)推薦值
Tab.2 Recommended value for internal partition coefficient of multi-temperature refrigerated truck

車型Cg單溫區(qū)冷藏車1.0雙溫區(qū)冷藏車氣密性差0.75～0.90氣密性好0.60～0.75三溫區(qū)冷藏車氣密性差0.65～0.85氣密性好0.45～0.65

可見，對于多溫區(qū)冷藏車而言，內部隔斷的存在有利于整車氣密性的提高，其中第1重阻力元件的氣密性效用最為明顯，之后的內部隔斷層氣密性效用逐步遞減。

對于本試驗車，在2.2節(jié)試驗的基礎上，關閉內隔板，其他條件不變，采用示蹤氣體濃度衰減法分別測得各種速度條件下冷凍單元和冷藏單元的滲風量，如表3所示。

表3 有內部隔斷時不同速度條件下C2H4濃度擬合式
Tab.3 Fitting formulas of ethylene concentration at different velocities with internal partition

速度/(km·h-1)冷凍單元冷藏單元C2H4濃度變化擬合式滲風量/(m3·h-1)C2H4濃度變化擬合式滲風量/(m3·h-1)20lnC=-5.00×10-5τ-9.8972.283lnC=-5.00×10-5τ-9.8962.25240lnC=-1.20×10-4τ-9.9015.434lnC=-1.17×10-4τ-9.8975.33160lnC=-1.99×10-4τ-9.9039.028lnC=-1.95×10-4τ-9.9028.86880lnC=-2.84×10-4τ-9.90112.898lnC=-2.77×10-4τ-9.90512.600100lnC=-3.71×10-4τ-9.89916.863lnC=-3.66×10-4τ-9.90116.643

由圖6、7推導得到冷凍單元和冷藏單元在不同速度條件下滲風量，如圖8所示。由于內部隔斷的存在，雙溫區(qū)冷藏車滲風量較未隔斷時明顯下降。此時，氣流主要由迎風面滲入冷凍單元，經(jīng)內隔板滲入冷藏單元并由車輛尾部滲出，各單元之間呈串聯(lián)關系。雙溫區(qū)冷藏車總滲風量近似于冷凍、冷藏車單元滲風量。就本車而言，隔斷后整車滲風量約下降22%。又因本試驗Cz、Cr、ΔPr均為零，式(2)可改寫為

V=S(CgPf)b

(10)

比較雙溫區(qū)冷藏車內隔板打開前后的滲風量，得Cg=0.78。

圖6 不同速度條件下冷凍單元C2H4濃度擬合曲線Fig.6 Fitting curves of ethylene concentration at different velocities of frozen unit

圖7 不同速度條件下冷藏單元C2H4濃度擬合曲線Fig.7 Fitting curves of ethylene concentration at different velocities of cooling unit

3.2 貨物裝載影響分析

冷藏運輸工具在實際運用過程中，內部載貨對滲風也起到一定的隔阻作用，其機制與3.1節(jié)所述內部隔斷類似。為獨立考察貨物裝載對冷藏車氣密

圖8 雙溫冷藏車各單元不同行駛條件滲風量變化曲線Fig.8 Changing curves of air leakage at different velocities of double temperature refrigerated truck

性的影響，在2.2節(jié)試驗的基礎上，采用貨箱緊密堆碼的方式模擬貨物裝載。試驗分2組進行，分別為半車裝載和整車裝載(裝至車輛限載線位置)，其他條件不變，采用示蹤氣體濃度衰減法分別測得各種速度條件下整車滲風量，如表4所示。

由圖9、10可見，冷藏車行駛所形成的動壓在車體表面轉化為靜壓并滲入車內，由于貨物堆碼時是留有通風道的，冷藏車滲風量相對車內空間而言占比極少，因此貨物對滲風的隔阻效果更多地體現(xiàn)在對堆垛時車輛縫隙的阻隔上，類似于3.1節(jié)中氣密性不佳的隔斷形式，對滲風量影響并不顯著。如圖11所示，試驗用冷藏車在半載和滿載條件下，滲風量分別減少4.3%～4.5%和13.1%～13.7%。對于本試驗，因Cg、Cr、ΔPr均為零，式(2)可改寫為

表4 不同裝載條件下C2H4濃度擬合式
Tab.4 Fitting formulas of ethylene concentration under different loaded degrees

速度/(km·h-1)載貨量為1/2車載貨量為整車C2H4濃度變化擬合式滲風量/(m3·h-1)C2H4濃度變化擬合式滲風量/(m3·h-1)20lnC=-6.0×10-5τ-9.8972.726lnC=-3.2×10-5τ-9.8982.47440lnC=-1.45×10-4τ-9.8986.574lnC=-7.7×10-5τ-9.9035.96160lnC=-2.42×10-4τ-9.90311.000lnC=-1.28×10-4τ-9.8999.96980lnC=-3.49×10-4τ-9.90115.850lnC=-1.84×10-4τ-9.89714.350100lnC=-4.63×10-4τ-9.90121.039lnC=-2.44×10-4τ-9.90219.010

圖9 半車裝載時不同速度條件下C2H4濃度擬合曲線Fig.9 Fitting curves of ethylene concentration at different velocities of half loaded truck

圖10 滿載時不同速度條件下C2H4濃度擬合曲線Fig.10 Fitting curves of ethylene concentration at different velocities of fully loaded truck

V=S(CzPf)b

(11)

推得載荷量為25%、50%、75%、100%時，Cz分別為0.98、0.96、0.92和0.87。

圖11 不同裝載條件下冷藏車滲風量變化曲線Fig.11 Changing curves of air leakage under different loaded degrees of multi-temperature refrigerated truck

3.3 內流場擾動影響分析

冷藏車在實際運行時，蒸發(fā)器風機處于運轉狀態(tài)，在車內形成內部流場對外部滲風存在一定影響。蒸發(fā)器出口流速低會影響降溫速度和車內溫度場均勻性，速度過高易造成車內貨物干耗增加。國內外在冷藏車內流場分析方面進行了大量的研究[15-21]，并形成了較為成熟的設計思路。對于3～5 m的冷藏車廂，產(chǎn)品樣本顯示國內外主流冷機生產(chǎn)廠商均將蒸發(fā)器送風風速設定在3～4 m/s。由于多溫區(qū)冷藏車主要用于城市配送，車廂長度大多在3～5 m之間，因此，該速度條件下的內部流場擾動對滲風量的影響分析具有一定的代表性。對于本試驗車，蒸發(fā)器出風速度為3.3 m/s，為獨立考察貨物裝載對冷藏車氣密性的影響，在2.2節(jié)試驗的基礎上，開啟車內通風循環(huán)，其他條件不變，采用示蹤氣體濃度衰減法分別測得各種速度條件下整車滲風量如圖12所示。

圖12 存在內部擾動時冷藏車滲風量變化曲線Fig.12 Changing curves of air leakage with internal flows turbulence of multi-temperature refrigerated truck

因Cg、Cz、ΔPr均為零，式(2)可改寫為

V=S(CrPf)b

(12)

推得試驗車速度為20、40、60、80、100 km/h時，Cr分別為0.68、0.85、0.94、0.97、0.98。冷藏車在中低速運行時，內流場擾動對空氣滲透氣起到了較好的阻隔作用，但隨著車速的提高，其作用快速減弱，在60 km/h以上車速時，其影響度已不足6%。

3.4 內外溫差影響分析

當冷藏車內外存在溫度差時，由車內外空氣密度差所引起的作用壓差也成為滲風的驅動力之一。理論熱壓差可表述為

ΔPr=(Z0-Z)(ρn-ρw)g

(13)

式中Z0——中和面高度，mZ——計算高度，mρw——車外空氣密度，kg/m3ρn——車內空氣密度，kg/m3g——重力加速度，取9.81 m/s2

將理想氣體熱力學公式

(14)

式中R——空氣通用氣體常數(shù)，287 J/(kg·K)ρ——空氣密度，kg/m3P——空氣壓強，PaT——空氣溫度，K

代入式(13)，考慮到車內外熱壓差與大氣壓強相比，絕對值極小，車內外壓強均用標準大氣壓強表示，式(13)可改寫為

(15)

式中h——車輛高度，mTw——車外空氣溫度，KTn——車內空氣溫度，K

計算得到車外溫度為283～313 K(10～40℃)、車內溫度為253～283 K(-20～10℃)時，熱壓差的取值如圖13所示?？梢?～3 m的車輛高度所能產(chǎn)生的熱壓差較小，在最大60 K溫差時，熱壓差僅為2.3 Pa，25 K左右的溫差產(chǎn)生1 Pa的熱壓差，這在工程實踐中意義不大。

圖13 不同溫差條件下熱壓差分析圖Fig.13 Thermal pressure difference under different temperature conditions

結合式(1)和式(3)，由于速度的不對等性，建筑的ΔPf遠小于冷藏車，而單層建筑的ΔPr與冷藏車基本類似，因此，冷藏車ΔPr對滲風量的總體影響小于單層建筑ΔPr的影響。在建筑領域已進行大量試驗分析熱壓差與室內滲風量的關系，研究認為同層建筑由于高度差小(3～5 m)，即便在大溫差的北方采暖地區(qū)，在實踐中可以認為ΔPr≈0[22]。參考建筑滲風試驗的同時結合本節(jié)理論分析，也可認為冷藏車ΔPr≈0。即將冷藏車滲風近似視為單純風壓作用的結果。式(2)可改寫為

V=S(CgCzCrΔPf)b

(16)

4 結論

(1)從多溫區(qū)冷藏車的滲風機理出發(fā)，構建滲風動態(tài)氣流模型，對多溫區(qū)冷藏車的內部隔斷系數(shù)Cg、載荷系數(shù)Cz、內流場擾動系數(shù)Cr、熱壓差ΔPf進行了理論分析和試驗測定，認為在工程實踐中，可將冷藏車滲風近似視為單純風壓作用的結果。其滲風量受車輛氣密性能、車速、內部隔斷情況、裝載狀況和氣流擾動等因素共同影響。

(2)多溫區(qū)冷藏車內部隔斷的存在有利于整車氣密性的提高，但效用逐步遞減；滲風特性指數(shù)b對Cg的影響不顯著。研究得到多溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)的試驗方法和取值范圍，對于雙溫區(qū)冷藏車，Cg在0.6～0.9之間，對于三溫區(qū)冷藏車，Cg在0.45～0.85之間。進而根據(jù)氣密性水平給出多溫區(qū)冷藏車內部隔斷系數(shù)推薦值。

(3)冷藏車內部載貨對滲風有一定的隔阻作用。對于試驗車研究給出了相應的載荷系數(shù)，認為載荷量分別為25%、50%、75%、100%時，Cz分別為0.98、0.96、0.92和0.87。由于多溫區(qū)冷藏車常用于城市配送，車輛很少以滿載形式運行，因此在中低負載情況下，內部載貨對滲風量的影響不顯著。

(4)冷藏車內部氣流擾動在不同速度條件下對滲風量的影響差異較大。試驗車速度分別為20、40、60、80、100 km/h時，Cr分別為0.68、0.85、0.94、0.97、0.98?？梢娫谥械退贄l件下，車內空氣循環(huán)能對滲風起到一定的抑制作用。多溫區(qū)冷藏車常用于城市配送，行駛速度不快，因此上述效用是有利的。

(5)由于冷藏車高度較小，內外溫差所產(chǎn)生的熱壓差也較小，理論分析顯示約25 K溫差產(chǎn)生1 Pa熱壓差，在工程實踐中可不予考慮。

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Theoretical Analysis and Experiment of Air Tightness of Multi-temperature Refrigerated Truck

LIU Guanghai1XIE Ruhe1ZOU Yifeng1QU Ruigui2

(1.ResearchCenterforColdChainandStandardization,GuangzhouUniversity,Guangzhou510006,China2.SchoolofTrafficandTransportationEngineering,CentralSouthUniversity,Changsha410075,China)

The model of air leakage flow was constructed based on air infiltration mechanism of multi-temperature refrigerated truck. Theoretical analyses and experimental measurement were conducted with the established model, such as internal partition coefficient, load coefficient, internal flow disturbance coefficient, heat pressure difference and other parameters. It was shown that the air leakage rate was mainly affected by air tightness of the vehicle itself, speed, internal partition, loading condition and airflow disturbance. Specifically, the internal partition could improve air tightness of the vehicle with diminishing utility. The internal partition coefficient was 0.6～0.9 in double temperature refrigerated truck, and it was 0.45～0.85 in the three temperature refrigerated truck. The internal loading capacity had limited effect on air infiltration. The load coefficient was 0.98, 0.96, 0.92 and 0.87 when load was 25%, 50%, 75% and 100%, respectively. The influences of internal airflow disturbance were different with different speeds. The internal flow disturbance coefficient was 0.68, 0.85, 0.94, 0.97 and 0.98 when speed was 20 km/h, 40 km/h, 60 km/h, 80 km/h and 100 km/h, respectively. Since the multi-temperature refrigerated truck used for city distribution is often at low speed, the internal circulation wind could stop air leakage at a certain degree. In addition, the heat pressure difference caused by temperature difference between inside and outside of the truck was small because the height of refrigerated truck was small. Theoretical analyses showed that temperature difference of 25 K corresponded to pressure difference of 1 Pa. Such effect was so insignificant in engineering practice that the air infiltration of refrigerated truck can be regarded approximately as a result of simple wind pressure.

multi-temperature refrigerated truck; air tightness; air leakage; influencing factor; experiment

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.01.038

2016-10-27

2016-11-13

“十二五”國家科技支撐計劃項目(2013BAD19B01)、國家自然科學基金項目(51008087)、廣東省優(yōu)秀青年教師培養(yǎng)項目(Yq2013129)和廣東省科技計劃項目(2016B020205004)

劉廣海(1978—)，男，副教授，主要從事冷鏈物流裝備設計與運用研究，E-mail： broadsea@126.com

U469.6+6

A

1000-1298(2017)01-0289-08